(57)【要約】  ピニオン軸用回転支持装置において、反ピニオンギヤ側の転がり軸受のアキシアル剛性を十分に確保できるとともに、運転時の動トルクおよび運転開始時の起動トルクを十分に低減できる構造を実現する。反ピニオンギヤ側の転がり軸受として、単列アンギュラ玉軸受１４ａを使用するとともに、外輪軌道２２ａの曲率半径Ｒｏと各玉２５ａの直径Ｂｄとの比（Ｒｏ／Ｂｄ）を、０．５２＜Ｒｏ／Ｂｄ≦０．５６の範囲に規制し、接触角αを３５°〜４５°の範囲に規制する。
2011062269.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
一端部にピニオンギヤを設けたピニオン軸をハウジングの内側に、軸方向に離隔して設けられた１対の転がり軸受により、回転自在に、かつ、両方向のアキシアル荷重を支承可能にして支持して成るピニオン軸用回転支持装置に於いて、上記両転がり軸受のうち、ピニオンギヤ側の転がり軸受が、上記ピニオン軸にピニオンギヤ側から反ピニオンギヤ側に作用するアキシアル荷重を支承可能なタンデム型の複列アンギュラ玉軸受であり、反ピニオンギヤ側の転がり軸受が、上記ピニオン軸に反ピニオンギヤ側からピニオンギヤ側に作用するアキシアル荷重を支承可能な単列アンギュラ玉軸受であり、この単列アンギュラ玉軸受を構成する外輪軌道の曲率半径をＲｏとし、同じく各玉の直径をＢｄとし、同じく外輪軌道および内輪軌道と各玉との接触角をαとした場合に、
０．５２＜Ｒｏ／Ｂｄ≦０．５６
３５°≦α
なる関係を満たすことを特徴とするピニオン軸用回転支持装置。
【請求項２】
単列アンギュラ玉軸受を構成する内輪軌道の負荷側の溝肩高さをｈとした場合に、
０．２≦ｈ／Ｂｄ≦０．５
なる関係を満たす、請求項１に記載したピニオン軸用回転支持装置。
【請求項３】
タンデム型の複列アンギュラ玉軸受を構成する両玉列のうち、ピニオンギヤ側の玉列は反ピニオンギヤ側の玉列に比べて、ピッチ円直径が大きく、ピニオンギヤ側の玉列に関するラジアル隙間は、反ピニオンギヤ側の玉列に関するラジアル隙間よりも小さい、請求項１または２に記載したピニオン軸用回転支持装置。
【請求項４】
タンデム型の複列アンギュラ玉軸受を構成する両玉列のうち、ピニオンギヤ側の玉列は反ピニオンギヤ側の玉列に比べて、玉数が多くなっている、請求項３に記載したピニオン軸用回転支持装置。
【請求項５】
タンデム型の複列アンギュラ玉軸受を構成する両玉列のうち、ピニオンギヤ側の玉列を構成する各玉の直径が、反ピニオンギヤ側の玉列を構成する各玉の直径よりも大きい、請求項３に記載したピニオン軸用回転支持装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、たとえば自動車のデファレンシャル装置や四輪駆動車のトランスファ装置を構成するピニオン軸用回転支持装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
自動車のデファレンシャル装置や四輪駆動車のトランスファ装置は、通常、一端部にピニオンギヤを設けたピニオン軸を備えており、このピニオン軸をハウジングの内側に、軸方向に離隔して設けた１対の転がり軸受によって、回転自在に、かつ、両方向のアキシアル荷重を支承可能に支持する構造を有している。【０００３】
図９は、特許文献１に記載された、従来構造の第１例のピニオン軸用回転支持装置を組み込んだデファレンシャル装置を示している。デファレンシャル装置は、自動車の動力伝達系の途中に設けてプロペラシャフトの回転を減速すると同時に、回転方向を直角に変換するためのものである。このデファレンシャル装置では、ハウジングであるケース１の内側の前寄り部分に１対の環状壁２ａ、２ｂを、前後方向に離隔して設けており、これら両環状壁２ａ、２ｂの内側に、ピニオン軸３を、１対の単列円すいころ軸受４ａ、４ｂによって、回転自在に、かつ、両方向のアキシアル荷重を支承可能に支持している。両単列円すいころ軸受４ａ、４ｂは、環状壁２ａ、２ｂに内嵌した外輪５ａ、５ｂと、ピニオン軸３に外嵌した内輪６ａ、６ｂとの間に、複数個の円すいころ７ａ、７ｂを転動自在に設けることにより構成している。これら両単列円すいころ軸受４ａ、４ｂは、接触角の向きを互いに逆にして、すなわち、背面組み合わせ型の接触角を付与して、設置することにより、ピニオン軸３に加わる両方向（図９の左右両方向）のアキシアル荷重を支承可能としている。なお、本明細書における前後関係は、車両の前後により定義される。すなわち、図９において、右側が「前側」となり、左側が「後側」となる。【０００４】
また、このピニオン軸３の前端部には、環状の結合部材８を外嵌固定している。この結合部材８の前端部を構成する結合フランジ９は、ケース１の前端開口部から外部に突出した部分に配置している。結合フランジ９には、図示しないプロペラシャフトの後端部を連結自在である。これに対して、ピニオン軸３の後端部には、ピニオンギヤ１０を固設しており、ピニオンギヤ１０とリングギヤ１１とを互いに噛合させている。リングギヤ１１は、ケース１の内側の後部に、回転のみ自在に支持されている。【０００５】
ところで、近年、自動車の省燃費化に対する要求が強くなっており、上述のようなデファレンシャル装置ならびにトランスファ装置を構成する、ピニオン軸用回転支持装置に組み込む１対の転がり軸受に関しても、動力の伝達ロスを低く抑えるべく、動トルク（回転抵抗）および起動トルクをより小さくすることが要求されるようになっている。従来構造の第１例は、これらのトルクを必ずしも十分に小さくできず、こうした要求に応えるものとはなっていない。【０００６】
すなわち、従来構造の第１例では、ピニオン軸用回転支持装置に組み込む１対の転がり軸受として、それぞれ単列円すいころ軸受４ａ、４ｂを使用している。これら両単列円すいころ軸受４ａ、４ｂは、外輪５ａ、５ｂおよび内輪６ａ、６ｂと各円すいころ７ａ、７ｂとが転がり接触することに加え、内輪６ａ、６ｂの外周面の大径側端部に存在する鍔部１２と各円すいころ７ａ、７ｂの頭部（大径側端面）とが、常に滑り接触するため、トルクが大きくなりやすい。【０００７】
特許文献２には、ピニオン軸用回転支持装置に組み込む１対の転がり軸受の構造を工夫することにより、これら両転がり軸受のトルクを小さく抑える構造が開示されている。図１０は、特許文献２に記載された、従来構造の第２例のピニオン軸用回転支持装置を示している。この従来構造の第２例では、比較的大きなラジアル荷重を支承するピニオンギヤ側（図１０の左側）の転がり軸受として、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受１３を使用している。このタンデム型の複列アンギュラ玉軸受１３は、ピニオン軸３にピニオンギヤ側から反ピニオンギヤ側に向けて作用するアキシアル荷重を支承可能である。これに対して、比較的小さなラジアル荷重を支承する反ピニオンギヤ側（図１０の右側）の転がり軸受として、単列アンギュラ玉軸受１４を使用している。この単列アンギュラ玉軸受１４は、ピニオン軸３に反ピニオンギヤ側からピニオンギヤ側に向けて作用するアキシアル荷重を支承可能である。【０００８】
ピニオンギヤ側に配置されたタンデム型の複列アンギュラ玉軸受１３は、外輪１５の内周面に形成した、それぞれがアンギュラ型である複列の外輪軌道１６ａ、１６ｂと、内輪１７の外周面に形成した、それぞれがアンギュラ型である複列の内輪軌道１８ａ、１８ｂとの間に、両列毎に複数個ずつの玉１９を、両玉列２０ａ、２０ｂ同士で互いに同じ向きの接触角を付与した状態で配置することにより構成されており、かつ、ピニオンギヤ側の玉列２０ａのピッチ円直径を、反ピニオンギヤ側の玉列２０ｂのピッチ円直径よりも大きくしている。これに対して、反ピニオンギヤ側に配置された単列アンギュラ玉軸受１４は、外輪２１の内周面に形成したアンギュラ型の外輪軌道２２と、内輪２３の外周面に形成したアンギュラ型の内輪軌道２４との間に、複数個の玉２５を、接触角を付与した状態で転動自在に設けることにより構成されている。【０００９】
また、従来構造の第２例の場合には、ピニオンギヤ側に配置されたタンデム型の複列アンギュラ玉軸受１３の玉列２０ａ、２０ｂを構成する玉１９の直径よりも、反ピニオンギヤ側に配置された単列アンギュラ玉軸受１４の玉列を構成する玉２５の直径を大きくして、両方向からのアキシアル荷重を十分に支障可能としている。すなわち、上記各玉１９の直径をＢｄ19とし、上記各玉２５の直径をＢｄ25とした場合に、Ｂｄ19＜Ｂｄ25となる。ただし、必要に応じて、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受１３の玉列２０ａ、２０ｂを構成する玉１９の直径を、単列アンギュラ玉軸受１４の玉列を構成する玉２５の直径よりも大きくする構造（Ｂｄ19＞Ｂｄ25）も必要に応じて採用されている。【００１０】
このような構成を有する従来構造の第２例の場合には、ピニオン軸３を回転自在に支持するための１対の転がり軸受として、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受１３と単列アンギュラ玉軸受１４とを使用しているため、従来構造の第１例のように、１対の単列円すいころ軸受４ａ、４ｂを使用した場合に比べて、運転時の動トルクの低減を図れるとともに、運転開始時の起動トルクの低減を図れる。ただし、従来構造の第２例の場合にも、これら動トルクおよび起動トルクのさらなる低減を図る観点からは、十分に検討がなされているとはいえず、未だ改良の余地がある。【００１１】
すなわち、従来構造の第２例では、反ピニオンギヤ側に配置された単列アンギュラ玉軸受１４に関して、外輪軌道２２と内輪軌道２４とに圧痕などの損傷が生じることを防止するために、この外輪軌道２２の断面形状に関する曲率半径をＲｏとし、この内輪軌道２４の断面形状に関する曲率半径をＲｉとし、上記各玉２５の直径をＢｄとした場合に、曲率半径Ｒｏと直径Ｂｄとの比である外輪溝Ｒ比（Ｒｏ／Ｂｄ）を、０．５１０≦Ｒｏ／Ｂｄ≦０．５２０の範囲に規制するとともに、曲率半径Ｒｉと直径Ｂｄとの比である内輪溝Ｒ比（Ｒｉ／Ｂｄ）を、０．５０２≦Ｒｉ／Ｂｄ≦０．５１２の範囲に規制している。ただし、これら外輪溝Ｒ比および内輪溝Ｒ比を、このような範囲に規制した場合には、各軌道２２、２４と各玉２５との接触面積が大きくなり過ぎて、運転時の動トルクを十分に低減することができなくなる。【００１２】
また、従来構造の第２例では、反ピニオンギヤ側に配置された単列アンギュラ玉軸受１４に関して、アキシアル荷重に対する負荷容量を確保するために、各軌道２２、２４と各玉２５との接触角をαとした場合に、この接触角αの値を３０°〜４５°の範囲に規制している。ただし、このような範囲に規制した場合には、この接触角αの値が小さくなり過ぎて、運転開始時の起動トルクを十分に低減できなくなる可能性がある。【００１３】
このように、従来構造の第２例の場合にも、運転時の動トルクと運転開始時の起動トルクとのさらなる低減を図ることについては、十分に検討がなされているとはいえず、未だ改良の余地がある。なお、運転時の動トルクの低減を図るために、上記の外輪溝Ｒ比および内輪溝Ｒ比の値を、上述した範囲よりも大きくすることも考えられるが、この場合には、単列アンギュラ玉軸受のアキシアル剛性が不足する可能性があり、ピニオンギヤとリングギヤとの噛合部で異音が発生しやすくなるなどの、新たな問題を生じる可能性がある。【００１４】
そのほか、特許文献３には、ピニオン軸用回転支持装置に組み込む１対の転がり軸受として、ピニオンギヤ側と反ピニオンギヤ側との両方に、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受を使用することが開示されている。この構造では、反ピニオンギヤ側の転がり軸受として、単列アンギュラ玉軸受を使用した場合に比べて、負荷容量を大きくできる反面、動トルク（回転抵抗）が大きくなるため、自動車の省燃費化に対する要求に応えることは難しくなる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【００１５】
【特許文献１】特開平１１−４８８０５号公報
【特許文献２】特許４２５０９５２号公報
【特許文献３】特許４０５８２４１号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【００１６】
本発明は、上述のような事情に鑑み、ピニオン軸用回転支持装置において、ピニオン軸を回転自在に支持するための１対の転がり軸受に関して、軸受剛性を十分に確保できるとともに、運転時の動トルクおよび運転開始時の起動トルクを十分に低減できる構造を実現することを目的とするものである。
【課題を解決するための手段】
【００１７】
本発明のピニオン軸用回転支持装置は、自動車のデファレンシャル装置や四輪駆動車のトランスファ装置を構成するために使用可能なもので、一端部にピニオンギヤを設けたピニオン軸をハウジングの内側に、軸方向に離隔して設けた１対の転がり軸受によって、回転自在に、かつ、両方向のアキシアル荷重を支承可能に支持することにより構成されている。【００１８】
特に、本発明のピニオン軸用回転支持装置においては、上記両転がり軸受のうち、ピニオンギヤ側の転がり軸受が、上記ピニオン軸にピニオンギヤ側から反ピニオンギヤ側に作用するアキシアル荷重を支承可能な、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受である。【００１９】
これに対して、反ピニオンギヤ側の転がり軸受が、上記ピニオン軸に反ピニオンギヤ側からピニオンギヤ側に作用するアキシアル荷重を支承可能な、単列アンギュラ玉軸受である。【００２０】
そして、この単列アンギュラ玉軸受を構成する外輪軌道の曲率半径をＲｏとし、同じく各玉の直径をＢｄとし、同じく外輪軌道および内輪軌道と各玉との接触角をαとした場合に、
０．５２＜Ｒｏ／Ｂｄ≦０．５６（より好ましくは０．５３以下）
３５°≦α（より好ましくは４５°以下）
なる関係を満たす。【００２１】
なお、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受とは、ピニオンギヤ側の玉列のピッチ円直径（および軌道径）が反ピニオンギヤ側の玉列のピッチ円直径（および軌道径）よりも大きく、かつ、両列の接触角の向きが同じである、並列組み合わせ型の複列アンギュラ玉軸受を意味する。【００２２】
好ましくは、単列アンギュラ玉軸受を構成する内輪軌道の負荷側（反ピニオンギヤ側）の溝肩高さをｈとした場合に、
０．２≦ｈ／Ｂｄ≦０．５
なる関係を満たすようにする。【００２３】
また、好ましくは、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受を構成する両玉列のうち、ピニオンギヤ側の玉列を、反ピニオンギヤ側の玉列に比べて、ピッチ円直径を大きいものとする。さらに、ピニオンギヤ側の玉列に関するラジアル隙間を、反ピニオンギヤ側の玉列に関するラジアル隙間よりも小さくする。すなわち、これら両ラジアル隙間が正である場合には、ピニオンギヤ側のラジアル隙間の絶対値を、反ピニオンギヤ側のラジアル隙間の絶対値よりも小さくする。また、ラジアル隙間が負である場合には、ピニオンギヤ側のラジアル隙間の絶対値を、反ピニオンギヤ側のラジアル隙間の絶対値よりも大きくする。さらには、ピニオンギヤ側のラジアル隙間を負とし、反ピニオンギヤ側のラジアル隙間を正とすることもできる。この場合に、ピニオンギヤ側の玉列を、反ピニオンギヤ側の玉列に比べて、玉数を多いものとすることが好ましい。【００２４】
さらに好ましくは、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受を構成する両玉列のうち、ピニオンギヤ側の玉列を構成する各玉の直径を、反ピニオンギヤ側の玉列を構成する各玉の直径よりも大きくする。
【発明の効果】
【００２５】
上述のような構成を有する本発明のピニオン軸用回転支持装置の場合には、ピニオン軸を回転自在に支持するための１対の転がり軸受に関して、軸受剛性を十分に確保できるとともに、運転時の動トルクおよび運転開始時の起動トルクを十分に低減できる。【００２６】
すなわち、本発明の場合には、反ピニオンギヤ側の転がり軸受として、単列アンギュラ玉軸受を使用するとともに、この単列アンギュラ玉軸受に関して、外輪溝Ｒ比（Ｒｏ／Ｂｄ）を、０．５２＜Ｒｏ／Ｂｄ≦０．５６の範囲に規制しているため、外輪軌道と各玉の転動面との接触面積を小さくできるとともに、アキシアル変位量が過大になることを防止できる。このため、アキシアル剛性を十分に確保しつつ、運転時の動トルクを十分に低減できる。なお、外輪溝Ｒ比が０．５２以下になると、外輪軌道と各玉の転動面との接触面積が大きくなり過ぎて、動トルクを十分には低減することができなくなる。反対に、外輪溝Ｒ比が０．５６よりも大きくなると、外輪軌道と各玉の転動面との接触面積が小さくなり過ぎて、接触面圧が増大するため、外輪溝Ｒ比を０．５６とした場合に比べて、動トルクを大きく低減することができなくなるだけでなく、アキシアル変位量が過大になり、アキシアル剛性を確保しにくくなる。【００２７】
また、本発明の場合には、外輪軌道および内輪軌道と各玉との接触角αを、３５°以上に規制しているため、運転開始時の起動トルクを十分に低減できる。なお、接触角αが、３５°よりも小さくなると、起動トルクを十分には低減することができなくなる。【００２８】
また、単列アンギュラ玉軸受を構成する内輪軌道の負荷側の溝肩高さｈと、各玉の直径Ｂｄとの比を、０．２≦ｈ／Ｂｄ≦０．５なる関係を満たすようにすれば、単列アンギュラ玉軸受を構成する各玉が、内輪軌道の溝肩部（幅方向端縁部）に乗り上がりにくくなる。このため、この単列アンギュラ玉軸受の長寿命化を図れる。すなわち、各玉が溝肩部に乗り上げた場合、各玉の転動面と溝肩部との接触部に、過大な面圧（エッジロード）が作用して、これら各玉の転動面が傷つきやすくなるため、単列アンギュラ玉軸受の寿命が低下しやすくなる。これに対し、０．２≦ｈ／Ｂｄ≦０．５なる関係を満たすようにすれば、上述したように各玉が内輪軌道の溝肩部に乗り上がりにくくなるため、単列アンギュラ玉軸受の長寿命化を図れる。【００２９】
また、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受を構成する両玉列のうち、ピニオンギヤ側の玉列を、反ピニオンギヤ側の玉列に比べて、ピッチ円直径を大きくするとともに、ピニオンギヤ側の玉列に関するラジアル隙間を、反ピニオンギヤ側の玉列に関するラジアル隙間よりも小さくすれば、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受の剛性を高くすることができて、ピニオンギヤとリングギヤとの噛合部で異音が発生することを有効に防止できる。【００３０】
すなわち、ピッチ円直径が大きい（軸受サイズが大きい）ことにより剛性の高い（加えて、玉数を多くする、又は、玉径を大きくすることでさらに剛性を高くできる）、ピニオンギヤ側の玉列のラジアル隙間を、ピッチ円直径が小さいことにより剛性の低い、反ピニオンギヤ側の玉列のラジアル隙間よりも小さくすることにより、剛性の高いピニオンギヤ側の玉列に、剛性の低い反ピニオンギヤ側の玉列に比べて、より大きな荷重を支承させることができる。このため、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受全体として剛性を高くすることができる。【００３１】
さらに、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受を構成する両玉列のうち、ピニオンギヤ側の玉列を構成する各玉の直径を、反ピニオンギヤ側の玉列を構成する各玉の直径よりも大きくすれば、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受を構成する両玉列のうちで、より大きな荷重を支承するピニオンギヤ側の玉列の寿命低下を防止できる。このため、複列アンギュラ玉軸受全体としての長寿命化を図れるとともに、ピニオンギヤ側の玉列と反ピニオンギヤ側の玉列との寿命をほぼ同じにする設計が容易になり、無駄のない設計が可能になる。
【図面の簡単な説明】
【００３２】
【図１】図１は、本発明の実施の形態の第１例を示す、図１０のＡ部に相当する拡大断面図である。
【図２】図２は、同じく図１０のＢ部に相当する拡大断面図である。
【図３】図３は、本発明の実施の形態の第２例を示す、図２に相当する図である。
【図４】図４は、本発明の効果を確認するために行った実験結果を示す、外輪溝Ｒ比と動トルクとの関係を示す図である。
【図５】図５は、同じく外輪溝Ｒ比とアキシアル変位量との関係を示す図である。
【図６】図６は、同じく接触角αと起動トルクとの関係を示す図である。
【図７】図７は、同じく複列アンギュラ玉軸受のピニオンギヤ側の玉列の荷重負荷割合と、ピニオンギヤの噛み合い点変位との関係を示す図である。
【図８】図８は、複列アンギュラ玉軸受を構成する両玉列の玉の直径および材質が、軸受寿命に及ぼす影響を知るために行った実験結果を示す図である。
【図９】図９は、従来構造の第１例のピニオン軸用回転支持装置を組み込んだデファレンシャル装置を示す断面図である。
【図１０】図１０は、同第２例のピニオン軸用回転支持装置を示す半部断面図である。
【発明を実施するための形態】
【００３３】
［実施の形態の第１例］
図１〜２は、本発明の実施の形態の第１例を示している。なお、本例のピニオン軸用回転支持装置の特徴は、運転時の動トルクおよび運転開始時の起動トルクを十分に低減するべく、ピニオンギヤ側に配置したタンデム型の複列アンギュラ玉軸受１３ａ、及び、反ピニオンギヤ側に配置した単列アンギュラ玉軸受１４ａの構造を工夫した点にある。その他の部分の構造および作用・効果については、前述の図１０に示した従来構造の第２例とほぼ同様であるから、同等部分に関する図示ならびに説明は、省略もしくは簡略にし、以下、本例の特徴部分を中心に説明する。
【００３４】
本例のピニオン軸用回転支持装置の場合にも、従来構造の第２例の場合と同様に、ピニオンギヤ側の転がり軸受として、ピニオン軸３にピニオンギヤ側から反ピニオンギヤ側に向けて作用するアキシアル荷重を支承可能な、図２に示すような、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受１３ａを使用している。これに対して、反ピニオンギヤ側の転がり軸受として、ピニオン軸３に反ピニオンギヤ側からピニオンギヤ側に向けて作用するアキシアル荷重を支承可能な、図１に示すような、単列アンギュラ玉軸受１４ａを使用している。
【００３５】
反ピニオンギヤ側に配置された単列アンギュラ玉軸受１４ａは、外輪２１ａの内周面に形成したアンギュラ型の外輪軌道２２ａと、内輪２３ａの外周面に形成したアンギュラ型の内輪軌道２４ａとの間に、複数個の玉２５ａを、接触角αを付与した状態で転動自在に設けることにより構成している。これら各玉２５ａは、円環状の保持器２６に形成した複数のポケット２７内に、それぞれ１個ずつ転動自在に保持されている。また、外輪２１ａは、ケース１の内側に設けた環状壁２ａに内嵌固定されており、内輪２３ａは、ピニオン軸３の中間部に外嵌固定されている。
【００３６】
特に本例の場合には、単列アンギュラ玉軸受１４ａに関して、外輪軌道２２ａの（断面形状の）曲率半径をＲｏとし、各玉２５ａの直径をＢｄとした場合に、曲率半径Ｒｏと直径Ｂｄとの比である外輪溝Ｒ比（Ｒｏ／Ｂｄ）を、０．５２＜Ｒｏ／Ｂｄ≦０．５６の範囲に規制している。また、接触角αの値を、３５°〜４５°の範囲に規制している。
【００３７】
また、本例の場合には、内輪軌道２４ａの負荷側（反ピニオンギヤ側）に設けた溝肩部２８の高さｈを、各玉２５ａの直径Ｂｄとの関係で規制している。すなわち、これら溝肩部２８の高さｈと各玉２５ａの直径Ｂｄとの比（ｈ／Ｂｄ）を、０．２≦ｈ／Ｂｄ≦０．５の範囲に規制している。
【００３８】
これに対して、ピニオンギヤ側に配置したタンデム型の複列アンギュラ玉軸受１３ａに関しては、両玉列２０ａ、２０ｂ同士の間でラジアル隙間の大きさを異ならせている。具体的には、図２に示したように、ピニオンギヤ側のピッチ円直径の大きい玉列２０ａに関するラジアル隙間δａを、反ピニオンギヤ側のピッチ円直径の小さい玉列２０ｂに関するラジアル隙間δｂよりも小さくしている（δａ＜δｂ）。なお、図２には、これらラジアル隙間δａ、δｂの大きさを誇張して示している。また、本例の場合には、ピニオンギヤ側の玉列２０ａを構成する各玉１９の直径と、反ピニオンギヤ側の玉列２０ｂを構成する各玉１９の直径とを同じにするとともに、ピニオンギヤ側の玉列２０ａの玉数を、反ピニオンギヤ側の玉列２０ｂの玉数よりも多くしている。また、ピニオンギヤ側の玉列２０ａの接触角βを、反ピニオンギヤ側の玉列２０ｂの接触角γよりも小さくしている（β＜γ）。
【００３９】
本例の場合には、単列アンギュラ玉軸受１４ａを構成する軌道輪（外輪２１ａおよび内輪２３ａ）、ならびに、複列アンギュラ玉軸受１３ａを構成する軌道輪（外輪１５および内輪１７）の材料として、ＳＵＪ２、ＳＵＪ３（高炭素クロム軸受鋼２種、３種）などの軸受鋼、軸受鋼に表面硬化層（窒素富化層）を得るべく浸炭処理あるいは浸炭窒化処理を施したもの、または、Ｓ５３Ｃなどの中炭素鋼にＳｉ、Ｍｎ、Ｃｒ、Ｍｏなどの合金元素を必要に応じて添加した合金鋼に浸炭処理あるいは浸炭窒化処理を施したものを使用できる。特に、本例のピニオン軸用回転支持装置を、高速回転かつ高温条件下で使用する場合には、上記合金鋼の中でも、焼戻し軟化抵抗性を向上させるなどの効果を得られるＳｉを多く含有した合金鋼に、浸炭処理あるいは浸炭窒化処理を施したものを使用することが好ましい。また、ステンレス鋼（たとえばマルテンサイト系ステンレス鋼）や炭素鋼などの鉄系合金を使用することもできる。
【００４０】
さらに、単列アンギュラ玉軸受１４ａを構成する各玉２５ａ、ならびに、複列アンギュラ玉軸受１３ａを構成する両玉列２０ａ、２０ｂの各玉１９の材料としても、ＳＵＪ２、ＳＵＪ３などの軸受鋼、軸受鋼に浸炭処理あるいは浸炭窒化処理を施したもの、または、中炭素鋼にＳｉ、Ｍｎ、Ｃｒ、Ｍｏなどを必要に応じて添加した合金鋼に浸炭処理あるいは浸炭窒化処理を施したものなどを使用できる。また、各玉２５ａ、１９は、セラミック製としてもよい。
【００４１】
上述のような構成を有する本例のピニオン軸用回転支持装置の場合には、ピニオン軸３を回転自在に支持するための１対の転がり軸受に関して、軸受剛性を十分に確保できるとともに、運転時の動トルクおよび運転開始時の起動トルクを十分に低減できる。
【００４２】
すなわち、本例の場合には、反ピニオンギヤ側の転がり軸受として、単列アンギュラ玉軸受１４ａを使用するとともに、この単列アンギュラ玉軸受１４ａに関して、外輪溝Ｒ比（Ｒｏ／Ｂｄ）を、０．５２＜Ｒｏ／Ｂｄ≦０．５６の範囲に規制している。このため、外輪軌道２２ａと各玉２５ａの転動面との接触面積を小さくできるとともに、アキシアル変位量が過大になることを防止できる。このため、アキシアル剛性を十分に確保しつつ、運転時の動トルクを十分に低減できる。なお、外輪溝Ｒ比が０．５２以下になると、外輪軌道２２ａと各玉２５ａの転動面との接触面積が大きくなり過ぎて、動トルクを十分には低減することができなくなる。反対に、外輪溝Ｒ比が０．５６よりも大きくなると、外輪軌道２２ａと各玉２５ａの転動面との接触面積が小さくなり過ぎて、接触面圧が増大するため、外輪溝Ｒ比を０．５６とした場合に比べて、動トルクをそれ以上低減することが難しくなるだけでなく、アキシアル変位量が過大になり、アキシアル剛性を確保しにくくなる。
【００４３】
また、本例の場合には、単列アンギュラ玉軸受１４ａの接触角αを、３５°〜４５°の範囲に規制しているため、運転開始時の起動トルクを十分に低減できる。なお、接触角αが３５°よりも小さくなると、起動トルクを十分には低減することができなくなる。反対に、接触角αが４５°よりも大きくなると、ラジアル剛性が不足し、ピニオンギヤ１０とリングギヤ１１（図９参照）との噛合部での異音の発生を防止する面から不利になる。
【００４４】
また、本例の場合には、内輪軌道２４ａの負荷側に設けられた溝肩部２８の高さｈと、各玉２５ａの直径Ｂｄとの比（ｈ／Ｂｄ）を、０．２〜０．５の範囲に規制しているため、各玉２５ａが溝肩部２８に乗り上がりにくくなる。このため、単列アンギュラ玉軸受１４ａの長寿命化を図れる。すなわち、各玉２５ａが溝肩部２８に乗り上げた場合、これら各玉２５ａの転動面と溝肩部２８との接触部に、過大な面圧（エッジロード）が作用して、これら各玉２５ａの転動面が傷つきやすくなるため、単列アンギュラ玉軸受１４ａの寿命が低下しやすくなる。これに対し、本例の場合には、各玉２５ａが溝肩部２８に乗り上がりにくくなるため、エッジロードの発生を防止して、単列アンギュラ玉軸受１４ａの長寿命化を図れる。なお、ｈ／Ｂｄの値が、０．２よりも小さくなると、乗り上がりを十分に防止することができなくなり、反対に、０．５よりも大きくなると、コストが増加する割に乗り上がり防止の効果を向上させることができなくなる。
【００４５】
さらに、本例の場合には、ピニオンギヤ側に配置したタンデム型の複列アンギュラ玉軸受１３ａに関して、ピニオンギヤ側の玉列２０ａに関するラジアル隙間δａを、反ピニオンギヤ側の玉列２０ｂに関するラジアル隙間δｂよりも小さくしているため、複列アンギュラ玉軸受１４ａ全体としての剛性を高くすることができる。
【００４６】
すなわち、本例の場合には、ピッチ円直径が大きくかつ玉数が多いことにより剛性の高い、ピニオンギヤ側の玉列２０ａのラジアル隙間δａを、ピッチ円直径が小さくかつ玉数が少ないことにより剛性の低い、反ピニオンギヤ側の玉列２０ｂのラジアル隙間δｂよりも小さくすることにより、剛性の高いピニオンギヤ側の玉列２０ａに、剛性の低い反ピニオンギヤ側の玉列２０ｂに比べて、より大きな荷重を支承させることができる。より具体的に説明すると、複列アンギュラ玉軸受１４ａにラジアル荷重が負荷された場合に、まず、ピニオンギヤ側の玉列２０ａのラジアル隙間δａが減少し、ピニオンギヤ側の玉列２０ａのみがラジアル荷重を支承する。そして、より大きなラジアル荷重が負荷された場合に、反ピニオンギヤ側の玉列２０ｂのラジアル隙間δｂが減少し、反ピニオンギヤ側の玉列２０ｂが残りのラジアル荷重を支承する。したがって、剛性の高いピニオンギヤ側の玉列２０ａが、剛性の低い反ピニオンギヤ側の玉列２０ｂに比べて、より大きな荷重を支承することになる。この結果、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受１３ａ全体としての剛性を高くすることができる。そして、ピニオンギヤ１０とリングギヤ１１（図９参照）との噛合部で異音が発生することを有効に防止できる。
【００４７】
以上のような本例のピニオン軸用回転支持装置によれば、ピニオンギヤ側のタンデム型の複列アンギュラ玉軸受１３ａおよび反ピニオンギヤ側の単列アンギュラ玉軸受１４ａの剛性をそれぞれ高くできるため、噛合部での異音の発生を有効に防止できる。また、単列アンギュラ玉軸受１４ａの動トルクおよび起動トルクを十分に低減できるため、自動車の省燃費化に対する要求に十分に応えることができる。
【００４８】
本発明を実施する場合に、単列アンギュラ玉軸受を構成する内輪軌道の曲率半径Ｒｉと、各玉の直径Ｂｄとの比である内輪溝Ｒ比の大きさは特に問わないが、単列アンギュラ玉軸受のトルクを低減した上で軸受寿命をさらに長くするためには、例えば内輪溝Ｒ比（Ｒｉ／Ｂｄ）を、外輪溝Ｒ比（Ｒｏ／Ｂｄ）よりも僅かに大きく（例えば０．５３≦Ｒｉ／Ｂｄ≦０．５７と）した構成を採用できる。このように、内輪溝Ｒ比を外輪溝Ｒ比よりも大きくする理由は、次の通りである。すなわち、各玉の転動面と外輪軌道および内輪軌道との接触面積が同じである場合は、各玉の転動面と外輪軌道との接触面圧（Ｐｏ）は、これら各玉に加わる遠心力分だけ、内輪軌道の接触面圧（Ｐｉ）よりも大きくなる（Ｐｏ＞Ｐｉ）。このため、接触面圧（Ｐｏ）が大きくなる分だけ、各玉の転動面と外輪軌道との接触面積を確保し、接触面圧（Ｐｏ）の低減を図る必要がある。言い換えれば、外輪軌道の接触面積を確保すべく、外輪軌道の曲率半径を内輪軌道の曲率半径に比べて小さくする必要がある。このような理由から、内輪溝Ｒ比を外輪溝Ｒ比よりも大きくすることができる。
【００４９】
また、本発明を実施する場合に、ピニオンギヤ側に配置したタンデム型の複列アンギュラ玉軸受を構成する複列の内輪軌道を、ピニオン軸の外周面に直接形成することもできる。このような構成を採用すれば、ピニオン軸用回転支持装置を組み込むデファレンシャル装置やトランスファ装置の小型化を図れるとともに、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受を構成する各玉の直径を大きくすることができて、負荷容量の増大を図れる。また、ピニオン軸用回転支持装置の組立作業の容易化も図れる。
【００５０】
なお、本発明を実施する場合に、ピニオンギヤ側の玉列を構成する玉の直径を、反ピニオンギヤ側の玉列を構成する玉の直径よりも小さくすることにより、ピニオンギヤ側の玉列の玉数を、反ピニオンギヤ側の玉列の玉数よりも十分に多くして、このピニオンギヤ側の玉列の剛性を、反ピニオンギヤ側の玉列の剛性よりも高くする程度を顕著にすることもできる。
【００５１】
［実施の形態の第２例］
図３は、本発明の実施の形態の第２例を示している。本例の特徴は、ピニオンギヤ側に配置したタンデム型の複列アンギュラ玉軸受１３ｂに関して、両玉列２０ｃ、２０ｄ同士の間で、各玉１９ａ、１９ｂの直径を異ならせた点にある。すなわち、本例の場合には、両玉列２０ｃ、２０ｄのうち、ピニオンギヤ側（図３の左側）の玉列２０ｃを構成する各玉１９ａの直径（Ｂｄ19a ）を、反ピニオンギヤ側（図３の右側）の玉列２０ｄを構成する各玉１９ｂの直径（Ｂｄ19b ）よりも大きくしている。具体的には、ピニオンギヤ側の各玉１９ａの直径（Ｂｄ19a ）を、反ピニオンギヤ側の各玉１９ｂの直径（Ｂｄ19b ）の１．０１〜１．５倍としている。なお、本例の場合、ピニオンギヤ側と反ピニオンギヤ側の玉列を構成するそれぞれの玉の玉数は、ピニオンギヤ側の各玉１９ａの直径（Ｂｄ19a ）の反ピニオンギヤ側の各玉１９ｂの直径（Ｂｄ19b ）に対する比率、及び、ピニオンギヤ側の玉列２０ｃのピッチ円直径の反ピニオンギヤ側の玉列２０ｄのピッチ円直径に対する比率に応じることになる。
【００５２】
以上のような構成を有する本例の場合には、複列アンギュラ玉軸受１３ｂを構成する両玉列２０ｃ、２０ｄのうちで、より大きな荷重を支承するピニオンギヤ側の玉列２０ｃの負荷容量を大きくできる。このため、玉列２０ｃの寿命低下を防止できる。したがって、複列アンギュラ玉軸受１３ｂ全体としての長寿命化を図れるとともに、ピニオンギヤ側の玉列２０ｃと反ピニオンギヤ側の玉列２０ｄとの寿命をほぼ同じにする設計が容易になり、無駄のない設計が可能になる。
【００５３】
その他の構造および作用は、前述した実施の形態の第１例の場合と同様である。
【実施例】
【００５４】
次に、本発明の効果を確認するために行った実験について、図４〜８を参照しつつ、説明する。先ず、外輪溝Ｒ比（Ｒｏ／Ｂｄ）と動トルクとの関係を求めるために行った実験について説明する。実験は、外輪溝Ｒ比の値を０．５１〜０．５８の範囲で異ならせた８つの試料（接触角は何れも４０°）を使用し、各試料をそれぞれ、給油温度を８０℃で一定とした（４０℃に於ける粘度が７３mm2 ／ｓの）鉱油により強制潤滑下で運転した状態で行った。また、各試料にはアキシアル荷重（２７７０Ｎ）を負荷し、内輪の回転速度は３０００ｍｉｎ-1とした。図４は、このようにして行った実験の結果を示している。この図４に示した実験結果から明らかなように、外輪溝Ｒ比の値を、０．５２よりも大きくした場合に、動トルクが十分に低くなる。【００５５】
次に、外輪溝Ｒ比（Ｒｏ／Ｂｄ）とアキシアル変位量との関係を求めるために行った実験について説明する。実験は、外輪溝Ｒ比の値を０．５１〜０．６の範囲で異ならせた７つの試料（玉数は何れも１２個、初期接触角は何れも４０°）を使用し、これら各試料に、アキシアル荷重（１０ｋＮ）を負荷した場合のアキシアル変位量を測定することにより行った。図５は、このようにして行った実験の結果を示している。この図５に示した実験結果から明らかなように、外輪溝Ｒ比の値を０．５６以下とした場合に、アキシアル変位量が十分に小さくなる。【００５６】
次に、接触角αと起動トルクとの関係を求めるために行った実験について説明する。本実験は、接触角αを１０°〜７０°の範囲で異ならせた９つの試料（玉数は何れも１２個、外輪溝Ｒ比は何れも０．５５）を使用し、各試料に、予圧荷重（２７７０Ｎ）を負荷した状態で、起動トルクを測定することにより行った。図６は、このようにして行った実験の結果を示している。この図６に示した実験結果から明らかな通り、接触角αの値を３５°以上に設定した場合に、起動トルクが十分に低くなる。【００５７】
次に、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受に関して、ピニオンギヤ側の玉列のラジアル隙間を反ピニオンギヤ側の玉列のラジアル隙間よりも小さくすることにより、複列アンギュラ玉軸受全体としての剛性を高くできることを確認するために行った実験について説明する。実験は、ピニオンギヤ側の玉列が支承する荷重負荷割合を２５％〜７５％の範囲で変化させた場合のそれぞれについて、ピニオンギヤの噛み合い点が変位する量を求めることにより行った。図７は、このようにして行った実験の結果を示している。この図７に示した実験結果から明らかな通り、ピニオンギヤ側の玉列が支承する荷重負荷割合が大きくなる程（図７の右側に向かう程）、噛み合い点の変位量を小さくできる。すなわち、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受の剛性が高くなることが確認できた。【００５８】
最後に、タンデム型の複列アンギュラ玉軸受に関して、両玉列の玉の直径（両玉列同士の間での玉の直径の異同）および材質が軸受寿命に及ぼす影響を知るための実験を行った。実験は、外輪の外径が１０５．２５ｍｍ、内輪の内径が４５ｍｍであり、両列の玉がＳＵＪ２（高炭素クロム軸受鋼２種）製で直径が１５．０８１ｍｍであり、ピニオンギヤ側と反ピニオンギヤ側での玉数が１５個、１３個であり、同じく接触角が３０°、４０°であるタンデム型の複列アンギュラ玉軸受（比較品）と、ピニオンギヤ側の玉列の玉の直径が１８．２５６ｍｍであり、反ピニオンギヤ側の玉列の玉の直径が１２．７ｍｍであり、ピニオンギヤ側と反ピニオンギヤ側での玉数が１２個、１４個であり、同じく接触角が３０°、４０°であり、各玉列のピッチ円直径および列間距離以外のその他の軸受サイズなどの諸元は、上記比較品と同じであるタンデム型の複列アンギュラ玉軸受（実施品１）と、各玉の材質が、ＳＵＪ３（高炭素クロム軸受鋼３種）に浸炭窒化処理を施したものである点以外の諸元は、この実施品１と同じであるタンデム型の複列アンギュラ玉軸受（実施品２）とを用いて、下記の条件で寿命評価試験を行った。なお、実施品２の複列アンギュラ玉軸受を構成する各玉には、浸炭窒化処理を８３０℃で５〜２０時間行った後、続いて、１８０〜２７０℃の条件で熱処理（焼き戻し）を行った。【００５９】
［実験条件］
ラジアル荷重    ：  ２．５ｋＮ
アキシアル荷重  ：  ２．９ｋＮ
回転速度        ：  ３０００ｍｉｎ-1
潤滑油          ：  ディファレンシャルオイルＶＧ７３相当【００６０】
図８は、このようにして行った実験の結果を示している。この図８に示した実験結果から明らかな通り、ピニオンギヤ側の玉列の各玉の直径を、反ピニオンギヤ側の玉列の各玉の直径よりも大きくした実施品１の複列アンギュラ玉軸受の場合には、両玉列の玉の直径を同じとした比較品の複列アンギュラ玉軸受の場合に比べて、軸受寿命を１．８倍長くできることが確認できた。これは、反ピニオンギヤ側の玉列に比べてより大きな荷重を支承するピニオンギヤ側の玉列の負荷容量を大きくできたことによるものと考えられる。さらに、ＳＵＪ３に浸炭窒化処理を施した玉を使用した実施品２の複列アンギュラ玉軸受の場合には、浸炭窒化処理を施さない玉を使用した実施品１の複列アンギュラ玉軸受の場合に比べて、軸受寿命を２．４倍長くできることを確認できた。これは、浸炭窒化処理を施すことにより、各玉の表層部に硬化層が形成され、傷や圧痕などの損傷が生じにくくなり、各玉を長寿命化できたことによるものと考えられる。
【符号の説明】
【００６１】
１    ケース
２ａ、２ｂ  環状壁
３    ピニオン軸
４ａ、４ｂ  単列円すいころ軸受
５ａ、５ｂ  外輪
６ａ、６ｂ  内輪
７ａ、７ｂ  円すいころ
８    結合部材
９    結合フランジ
１０    ピニオンギヤ
１１    リングギヤ
１２    鍔部
１３、１３ａ、１３ｂ  複列アンギュラ玉軸受
１４、１４ａ  単列アンギュラ玉軸受
１５    外輪
１６ａ、１６ｂ  外輪軌道
１７    内輪
１８ａ、１８ｂ  内輪軌道
１９、１９ａ、１９ｂ  玉
２０ａ、２０ｂ、２０ｃ、２０ｄ  玉列
２１    外輪
２２    外輪軌道
２３    内輪
２４    内輪軌道
２５    玉
２６    保持器
２７    ポケット
２８    溝肩部
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
2011062269.tif 000011
【図１０】
2011062269.tif 000012
【国際調査報告】
2011062269.tif 000013
2011062269.tif 000014
2011062269.tif 000015
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